《2022年二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书 .pdf》由会员分享，可在线阅读，更多相关《2022年二级展开式斜齿圆柱齿轮减速器设计说明书 .pdf（22页珍藏版）》请在taowenge.com淘文阁网|工程机械CAD图纸|机械工程制图|CAD装配图下载|SolidWorks_CaTia_CAD_UG_PROE_设计图分享下载上搜索。
1、目录一、设计数据及要求 . 错误！未定义书签。1.工作机有效功率 . 错误！未定义书签。2.查各零件传动效率值 . 错误！未定义书签。3.电动机输出功率 . 错误！未定义书签。4.工作机转速 . 错误！未定义书签。5.选择电动机 . 错误！未定义书签。6.理论总传动比 . 错误！未定义书签。7.传动比分配 . 错误！未定义书签。8.各轴转速 . 错误！未定义书签。9.各轴输入功率： . 错误！未定义书签。10.电机输出转矩： . 错误！未定义书签。11.各轴的转矩 . 错误！未定义书签。12.误差. 错误！未定义书签。三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级. 2四、齿轮传动校核计算 . 2（一
2、） 、高速级 . 2（二） 、低速级 . 5五、初算轴径 . 9六、校核轴及键的强度和轴承寿命：. 9（一） 、中间轴 . 9（二） 、输入轴 . 14 （三） 、输出轴 . 18 七、选择联轴器 . 21 八、润滑方式 . 21 九、减速器附件： . 22 十一 、参考文献 . 错误！未定义书签。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 1 页，共 22 页 - - - - - - - - - 三、选择齿轮材料，热处理方式和精度等级考虑到齿轮所传递的功率不大，故小齿轮选用45
3、#钢，表面淬火，齿面硬度为4055HRC ，齿轮均为硬齿面，闭式。选用 8 级精度。四、齿轮传动校核计算（一）、高速级1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138 公式 8.13 可得：32112FdSFzYYYKTm式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩：mmNT406.28954（2）初选1z=19, 则8119263.412ziz式中：2z大齿轮数；i高速级齿轮传动比。（3）由参考文献 1 P144 表 8.6，选取齿宽系数5 .0d。（4）初取螺旋角12。由参考文献 1P133 公式 8.1 可计算齿轮传动端面重合度
4、：636.112cos)811191(2 .388.1cos)11(2 .388.121zz由参考文献 1 P140 图 8.21 取重合度系数Y=0.72 由式 8.2 得642. 012tan195. 0318. 0tan318.01zd由图 8.26 查得螺旋角系数95. 0Y（5）初取齿轮载荷系数tK=1.3。（6）齿形系数FY和应力修正系数SY：齿轮当量齿数为名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 2 页，共 22 页 - - - - - - - - - 303.2
5、012cos19cos3311zzv，551.8612cos81cos3322zzv由参考文献 1 P130 图 8.19 查得齿形系数1FY=2.79，2FY=2.20 由参考文献 1 P130 图 8.20 查得应力修正系数1SY=1.56，2SY=1.78 （7）许用弯曲应力可由参考文献1 P147 公式 8.29 算得：FFNFSYlim由参考文献 1 P146 图 8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：3401limFMPa和3402limFMPa。由参考文献 1 P147 表 8.7，取安全系数FS=1.25。小齿轮 1 和大齿轮 2 的应力循环次数分别为：811103
6、04.252508219606060haLnN781210404.5263. 410304.2iNN式中：a齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；kL齿轮工作时间。由参考文献 1 P147 图 8.30 查得弯曲强度寿命系数为：0.121NNYY故许用弯曲应力为MPaSYFFNF27225.13400 .1lim1125.13400 .12lim22FFNFSY=MPa27201600.027256.179.2111FSFYY01440.027278. 120.2222FSFYY所以01440.0222FSFFFYYYY初算齿轮法面模数tnm579.101440.012cos195.095.072.
7、0406.289543 .12cos2323211FSFdtntYYzYYTKm2 计算传动尺寸（ 1）计算载荷系数K名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 3 页，共 22 页 - - - - - - - - - 由参考文献 1 P130 表 8.3 查得使用0.1AKsmnzmndvnt/541.112cos10006096019579.114.312cos1000601000601111由参考文献 1 P131 图 8.7 查得动载系数1 .1vK；由参考文献 1 P1
8、32 图 8.11 查得齿向载荷分布系数13.1K；由参考文献 1 P133 表 8.4 查得齿间载荷分配系数4. 1K，则74.14 .113.11.10 .1KKKKKvA（ 2）对tm进行修正，并圆整为标准模数74. 13 .174. 1579.133ttnnKKmm由参考文献 1 P124 按表 8.1，圆整为mmm2（ 3）计算传动尺寸。中心距mmzzman23.10212cos2)8119(2cos2)(21圆整为 105mm 修正螺旋角01541712cos2)8119(2cos2)(arccos21zzmn小齿轮分度圆直径mmzmdn900.39015417cos192cos1
9、1大齿轮分度圆直径mmzmdn100.170015417cos812cos22mmdbd95.19900.395.01圆整 b=20mm 取mmbb202，mmb251式中：1b小齿轮齿厚；2b大齿轮齿厚。3校核齿面接触疲劳强度由参考文献 1 P135 公式 8.7 uubdKTZZZZHEH121式中各参数：（ 1）齿数比263.4iu。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 4 页，共 22 页 - - - - - - - - - （ 2）由参考文献 1 P136 表 8
10、.5 查得弹性系数MPaZE8.189。（ 3）由参考文献 1 P136 图 8.14 查得节点区域系数38. 2HZ。（ 4）由参考文献 1 P136 图 8.15 查得重合度系数8 .0Z（ 5）由参考文献 1P142 图 8.24 查得螺旋角系数97.0Z（ 5）由参考文献 1 P145 公式 8.26HHNHSZlim计算许用接触应力式中：limH接触疲劳极限，由参考文献1 P146 图 8.28（）分别查得MPaH11001lim，MPaH11002lim；NZ寿命系数，由参考文献1 P147 图 8.29 查得11NZ，12NZ；HS 安 全 系 数 ， 由 参 考 文 献 1 P
11、147表8.7查 得0.1HS。 故2111000.111000 .1HHMPa1211187.692263. 41263. 49.3920406.2895474. 1297. 08. 038.28.18912HHEHMauubdKTZZZZ满足齿面接触疲劳强度。（二）、低速级1传动主要尺寸因为齿轮传动形式为闭式硬齿面，故决定按齿根弯曲疲劳强度设计齿轮传动主要参数和尺寸。由参考文献1P138公式 8.13 可得：32112FdSFzYYYKTm式中各参数为：（1）小齿轮传递的转矩：mmNT432.118948（2）初选3z=23, 则7123066.334ziz式中：4z大齿轮数；i低速级齿轮
12、传动比。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 5 页，共 22 页 - - - - - - - - - （3）由参考文献 1 P144 表 8.6，选取齿宽系数5 .0d（4）初取螺旋角12。由参考文献 1P133 公式 8.1 可计算齿轮传动端面重合度：659.112cos)711231(2 .388.1 cos)11(2 .388.143zz由参考文献 1 P140图 8.21 取重合度系数Y=0.71 由式 8.2 得777.012tan235 .0318. 0tan
13、318.01zd由图 8.26 查得螺旋角系数93. 0Y（ 5）初取齿轮载荷系数tK=1.3。（ 6）齿形系数FY和应力修正系数SY：齿轮当量齿数为039.2412cos23cos3333zzv，586.7212cos71cos3344zzv由参考文献 1 P130 图 8.19 查得齿形系数3FY=2.65，4FY=2.28 由参考文献 1 P130 图 8.20 查得应力修正系数3SY=1.57，4SY=1.76 （ 7）许用弯曲应力可由参考文献1 P147 公式 8.29 算得：FFNFSYlim由参考文献 1 P146 图 8.28（h）可得两齿轮的弯曲疲劳极限应力分别为：3403l
14、imFMPa和3404limFMPa。由参考文献 1 P147 表 8.7，取安全系数FS=1.25。小齿轮 3 和大齿轮 4 的应力循环次数分别为：8310693.25250821194.2256060haLnN783410724. 8066. 310693.2iNN式中：a齿轮转一周，同一侧齿面啮合次数；kL齿轮工作时间。由参考文献 1 P147 图 8.30 查得弯曲强度寿命系数为：0 .143NNYY故许用弯曲应力为M P aSYFFNF27225.13400.1lim3325.13400 .14lim44FFNFSY=MPa272名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - -
15、- - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 6 页，共 22 页 - - - - - - - - - 01530.027257. 165.2333FSFYY01475.027276. 128.2444FSFYY所以01475.0444FSFFFYYYY初算齿轮法面模数tnm217.201475.012cos235 .093.071.01189493 .12cos232323FSFdtntYYzYYTKm2 .计算传动尺寸（1）计算载荷系数K由参考文献 1 P130 表 8.3 查得使用0.1AKsmnzmndvnt/614. 012
16、cos100060194.22523217.214.312cos10006010006033由参考文献 1 P131 图 8.7 查得动载系数07.1vK；由参考文献 1 P132 图 8.11 查得齿向载荷分布系数14.1K；由参考文献 1 P133 表 8.4 查得齿间载荷分配系数4 .1K，则7077.14.114.107.10.1KKKKKvA（2）对ntm进行修正，并圆整为标准模数428.23 .17077.1217.233ttnnKKmm由参考文献 1 P124 按表 8.1，圆整为mmm3（3）计算传动尺寸。中心距mmzzman150.14412cos2)7123(2cos2)(
17、43圆整为 145mm 修正螺旋角12921312cos2)7123(2cos2)(arccos43zzmn小齿轮分度圆直径mmzmdn957.70129213cos232cos33名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 7 页，共 22 页 - - - - - - - - - 大齿轮分度圆直径mmzmdn043.219129213cos712cos44mmdbd478.35957.705.03圆整 b=35mm 取mmbb404，mmb353式中：3b小齿轮齿厚；4b大齿轮
18、齿厚。3.校核齿面接触疲劳强度由参考文献 1 P135 公式 8.7 uubdKTZZZZHEH123式中各参数：（ 1）齿数比066.3iu。（ 2）由参考文献 1 P136 表 8.5 查得弹性系数MPaZE8.189。（ 3）由参考文献 1 P136 图 8.14 查得节点区域系数44. 2HZ。（ 4）由参考文献 1 P136 图 8.15 查得重合度系数815.0Z（ 5）由参考文献 1P142 图 8.24 查得螺旋角系数984.0Z（ 5）由参考文献 1 P145 公式 8.26HHNHSZlim计算许用接触应力式中：limH接触疲劳极限，由参考文献1 P146 图 8.28（）
19、分别查得MPaH11001lim，MPaH11002lim；NZ寿命系数，由参考文献1 P147 图 8.29 查得13NZ，14NZ；HS 安 全 系 数 ， 由 参 考 文 献 1 P147表8.7查 得0.1HS。 故4311000.111000 .1HHMPa123185.648066.31066.37795.350432.1189497077.12984.0815.044.28.18912HHEHMauubdKTZZZZ满足齿面接触疲劳强度。名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - -
20、- - - 第 8 页，共 22 页 - - - - - - - - - 五、初算轴径由参考文献 1P193 公式 10.2 可得：齿轮轴的最小直径：mmnPCd34.159609106.210633。考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取mmd25。中间轴的最小直径：mmnPCd54.24194.2257950. 210633。考虑到键对轴强度的削弱及轴承寿命的要求，最后取mmd35输出轴的最小直径：mmnPCd24.33947.726840.210633。 考虑到键对轴强度的削弱及联轴器对轴径的要求，最后取mmd35。式中：C由许用扭转应力确定的系数，由参考文献1P193 表
21、10.2，取106C六、校核轴及键的强度和轴承寿命：（一）、中间轴1.齿轮 2（高速级从动轮）的受力计算：由参考文献 1P140 公式 8.16 可知名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 9 页，共 22 页 - - - - - - - - - NdTFt58.139810100.170432.11894922322NFFttr49.534015417cos20tan58.1398tan222NFFra12.171015417tan49.534tan22式中：2tF齿轮所受
22、的圆周力，N；2rF齿轮所受的径向力，N；2aF齿轮所受的轴向力，N；2.齿轮 3（低速级主动轮）的受力计算：由参考文献 1P140 公式 8.16 可知NdTFt72.335210957.70432.11894922333NFFttr91.1254129213cos20tan72.3352tan333NFFra03.301129213tan91.1254tan233式中：3tF齿轮所受的圆周力，N；3rF齿轮所受的径向力，N；3aF齿轮所受的轴向力，N；名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - -
23、- - - - 第 10 页，共 22 页 - - - - - - - - - 3.齿轮的轴向力平移至轴上所产生的弯矩为：mmNdFMaH756.145532100.17012.1712222mmNdFMaH093.106802957.7003.30123334.轴向外部轴向力合力为：NFFFaaA91.12912.17103.301235.计算轴承支反力：竖直方向，轴承1NFFRttv09.25076 .1163 .333 .73231轴承 2NFFRttv21.22446 .1163 .833 .43232水平方向，轴承1 NMMFFRHHaaH04.766 .1163 .333 .732
24、3231，与所设方向相反。轴承 2NMMFFRHHaaH95.2056.1163.433.8323322，与所设方向相反。轴承 1 的总支撑反力：NRRRVH24.250809.250704.762221211轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH46.225321.224495.20522222226.计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向mmNRMVVa997.1095563.4309.25073.431水平方向mmNRMHHa532.32923.4304.763 .431b-b 剖面右侧，竖直方向mmNRMVVb193.747323.3321.22443.332水平方向mmNRMHHb1
25、35.68583 .3395.2053 .3321a-a剖面右侧合成弯矩为mmNMMMMHaHVaa79.109805)532.3292093.10680(997.109556)(22232b-b 剖面左侧合成弯矩为mmNMMMMHHbVbb38.75127)532.3292135.6858(193.74732)(22222故 a-a 剖面右侧为危险截面。7.计算应力初定齿轮2 的轴径为2d=38mm，轴毂长度为10mm，连接键由参考文献2P135表 11.28 选择hb=108，t=5mm,2l=25mm。齿轮 3 轴径为3d=40mm，连接键由P135 表 11.28 选择hb=12 8，
26、t=5mm,3l=32mm，毂槽深度名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 11 页，共 22 页 - - - - - - - - - 1t=3.3mm。由mmtmdd32.83.3129213cos/325.12/)40957.70(cos/)25.01(2/ )(12233mmmmm32. 871.7129213cos/35 .2cos/5.222，故齿轮3 可与轴分离。又 a-a 剖面右侧（齿轮3 处）危险，故：抗弯剖面模量75.6373402)540(512401 .
27、 02)()(1 . 0/23323333dtdbtdmmW抗扭剖面模量75.12773402) 540(512402.02)()(2.0/23323333dtdbtdmmWT弯曲应力MPaWMab23.1775.637379.1098050,23.17cbaMPa扭剪应力MPaWTTT31. 975.12773432.1189492MPaTma66.4231.928.计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知: 抗拉强度极限B=650MPa 弯曲疲劳极限1=300MPa 扭转疲劳极限1=155MPa 由表 10.1 注查得材料等效系数：1. 0,2 .0轴磨削加
28、工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92.0绝对尺寸系数由附图10.1 查得：78.0,82.0键槽应力集中系数由附表10.4 查得：625. 1,825.1KK（插值法）由参考文献 1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数197.702.023.1782.092.0825.13001maKS名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 12 页，共 22 页 - - - - - - - - - 067.1466.41.066.478.092.06
29、25.11551maKS4 .6067.14197.7067.14197.72222SSSSS查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8 ，显然 SS，故危险截面是安全的9校核键连接的强度齿轮 2 处键连接的挤压应力MPablhdTP3.104)1025(838432.1189494)(4222齿轮 3 处键连接的挤压应力MPblhdTP343.74)1232(840432.1189494)(43323由于键，轴，齿轮的材料都为45 号钢，由参考文献1 查得MPaP150120，显然键连接的强度足够！10.计算轴承寿命由参考文献 2P138 表 12.2 查 7207C 轴承得
30、轴承基本额定动负荷rC=23.5KN ，基本额定静负荷0C=17.5KN 轴承 1 的内部轴向力为：NRS3.100324.25084.04.011轴承 2 的内部轴向力为：NRS456.90164.22534.04 .022故轴承 1 的轴向力NSF3 .100311，轴承 2 的轴向力NFSFA2 .11339.1293 .100312由065.0175002.1133,057.0175003.10030201CFCF由参考文献 1P220 表 11.12 可查得：43.021ee又eRFeRFVV503.064.22532 .1133,4.024.25083.10032211取3.1,4
31、4.0;0, 12211YXYX故NFYRXPNRP6.24642.11333.124.225344.0,24.25082222211取1PP根据轴承的工作条件， 查参考文献 1P218219 表 11.9， 11.10 得温度系数0. 1Tf， 载荷系数0. 1Pf， 寿命系数3。由 P218 公式 11.1c 得轴承 1 的寿命名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 13 页，共 22 页 - - - - - - - - - hPfCfnLPTh6 0 8 6 824.2
32、5080.1235000 .1194.225601060103626已知工作年限为5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028hhLL，故轴承寿命满足要求（二）、输入轴1.计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得，齿轮轴1 所受的力与齿轮2 所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力NFa12.1711，径向力NFr49.5341，圆周力NFt58.139812.平移轴向力所产生的弯矩为：mmNdFMaH844.341329.3912.17121113.计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1NFRtv87.3971163358.13981163311轴承 2NFRtv71.10001
33、168358.13981168312水 平 方 向 ， 轴 承1 NMFRHrH62.126116844.34133349.53411633111，轴 承2NRFRHrH87.41162.12649.534112，名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 14 页，共 22 页 - - - - - - - - - 轴承 1 的总支撑反力：NRRRVH53.41787.39762.1262221211轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH15.108271.100087.41122
34、222224.计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向mmNRMVV4.33017838.3978311水平方向mmNRMHH46.105098362.1268311其合成弯矩为mmNMMMHV46.3464946.105094.330172221211a-a剖面右侧，竖直方向mmNMMVV4.3301712水平方向mmNMMMHHH616.709584.341346.10509112其合成弯矩为mmNMMMHV2 .33771616.70954.330172222222危险截面在a-a 剖面左侧。5.计算截面应力由参考文献 1P205 附表 10.1 知：抗弯剖面模量12.6352109 .
35、3910/3313dmmW抗扭剖面模量24.1270459.395/3313dmmWT弯曲应力MPaWMb45. 512.635264.3464910,45.5cbaMPa名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 15 页，共 22 页 - - - - - - - - - 扭剪应力MPaWTTT28.224.12704406.28954MPaTma14. 1228.226计算安全系数对调质处理的45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知: 抗拉强度极限B=650MPa 弯
36、曲疲劳极限1=300MPa 扭转疲劳极限1=155MPa 由表 10.1 注查得材料等效系数：1. 0,2 .0轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92.0绝对尺寸系数由附图10.1 查得：8 .0,84.0由参考文献 1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数54.4202. 045.584.092.0130011maS2.9314.11.014.18 . 092.0115511maS3.392 .9354.422.9354.422222SSSSS查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8 ，显然 SS，故危险截面是安全的7.校核键连接
37、的强度联轴器处连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择hb=87，t=4mm,l=40mm。轴径为d=25mm 联轴器处键连接的挤压应力MPabldhTP68.20)840(725406.289544)(4由于键，轴的材料都为45 号钢，由参考文献1查得MPaP150120，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命由参考文献 2P138 表 12.2 查 7206C 轴承得轴承基本额定动负荷rC=17.8KN ，基本额定静负荷0C=12.8KN 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - -
38、- - - 第 16 页，共 22 页 - - - - - - - - - 轴承 1 的内部轴向力为：NRS01.16753.4174.04 .011轴承 2 的内部轴向力为：NRS86.43215.10824.04 .022由于21111.3381.17101.167SNFSa故轴承 1 的轴向力NFSFa76.2611 .17186.432121，轴承 2 的轴向力NSF86.43222由034. 01280086.432,02.01280011.3380201CFCF由参考文献 1P220 表 11.12 可查得：40. 0,38. 021ee又2221114. 015.108286.4
39、32,63.053.41776.261eRFeRFVV取0, 1;47. 1,44. 02211YXYX故NFYRXPNRP5.56876.26147.153.41744. 0,15.10821111122取2PP根据轴承的工作条件， 查参考文献 1P218219 表 11.9， 11.10 得温度系数0. 1Tf， 载荷系数0. 1Pf， 寿命系数3。由 P218 公式 11.1c 得轴承 2 的寿命hPfCfnLPTh7 7 2 6 315.10820.1178000 .1960601060103616已知工作年限为5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028hhLL，故轴承
40、寿命满足要求名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 17 页，共 22 页 - - - - - - - - - （三）、输出轴1.计算齿轮上的作用力由作用力与反作用力的关系可得，齿轮4 所受的力与齿轮3 所受的力大小相等，方向相反。即：轴向力NFa03.3014，径向力NFr91.12544，圆周力NFt72.335242.平移轴向力所产生的弯矩为：mmNdFMaH26.329692043.21903.30124443.计算轴承支撑反力竖直方向，轴承1NFRtv9 .2109
41、1167372.33521167341轴承 2NFFRVtv82.12429.210972.3352142名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 18 页，共 22 页 - - - - - - - - - 水 平 方 向 ， 轴 承1 NMFRHrH65.107311626.329697391.125411673441，轴 承2NRFRHrH26.18165.107391.1254442，轴承 1 的总支撑反力：NRRRVH36.236765.10739.2109222121
42、1轴承 2 的总支撑反力：NRRRVH97.125526.18182.124222222224.计算危险截面弯矩a-a剖面左侧，竖直方向mmNRMVV7.90725439.21094311水平方向mmNRMHH95.461664365.10734311其合成弯矩为mmNMMMHV56.10179695.461667.907252221211a-a剖面右侧，竖直方向mmNMMVV7 .9072512水平方向mmNRMHH98.132317326.1817322其合成弯矩为mmNMMMHV54.9168598.132317 .907252222222危险截面在a-a 剖面左侧。5.计算截面应力初定
43、齿轮 4 的轴径为4d=44mm，连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择hb=128， t=5mm,2l=28mm。由参考文献 1P205 附表 10.1 知：抗弯剖面模量35.7481442)544(512441. 02)()(1 . 0/23424343dtdbtdmmW抗扭剖面模量75.15999442) 544(512442.02)()(2 .0/23424343dtdbtdmmWT弯曲应力MPaWMb61.1335.748156.10179610,61.13cbaMPa扭剪应力MPaWTTT81.2175.15999911.3489633MPaTma9 .10281.212
44、6计算安全系数名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 19 页，共 22 页 - - - - - - - - - 对调质处理的45#钢，由参考文献1P192 表 10.1 知: 抗拉强度极限B=650MPa 弯曲疲劳极限1=300MPa 扭转疲劳极限1=155MPa 由表 10.1 注查得材料等效系数：1. 0,2 .0轴磨削加工时的表面质量系数由参考文献1P207 附图 10.1 查得92.0绝对尺寸系数由附图10.1 查得：78.0,82.0键槽应力集中系数由附表10.4
45、 查得：2. 3, 6. 3KK（插值法）由参考文献 1P201 公式 10.5，10.6 得，安全系数49.602.09 .1082.092.02 .33001maKS12.39.101.09.1078.092.02.31551maKS8.212.349.612.349.62222SSSSS查 P202 表 10.5 得许用安全系数S=1.51.8 ，显然 SS，故危险截面是安全的7.校核键连接的强度联轴器处连接键由参考文献2P135 表 11.28 选择hb=108，t=5mm,l=70mm。轴径为d=35mm 联轴器处键连接的挤压应力MPabldhTP08.83)1070(835911.
46、3489634)(43齿轮选用双键连接，180 度对称分布。齿轮处键连接的挤压应力MPabldhTP92.123)1228(8442911.3489634)(243由于键，轴的材料都为45 号钢，由参考文献1查得MPaP150120，显然键连接的强度足够！8.计算轴承寿命由参考文献 2P138 表 12.2 查 7208C 轴承得轴承基本额定动负荷rC=26.8KN ，基本额定静负荷0C=20.5KN 名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - - - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 20 页，共 22 页 - - -
47、 - - - - - - 轴承 1 的内部轴向力为：NRS94.94636.23674.04 .011轴承 2 的内部轴向力为：NRS36.50297.12554. 04.022由于14239.80303.30136.502SNFSa轴承 1 的轴向力NSF94.94611故轴承 2 的轴向力NFSFa91.64503.30194.946412由0314.02050091.645,046.02050094.9460201CFCF由参考文献 1P220 表 11.12 可查得：40.0,43. 021ee又222111512. 097.125591.645,4.036.236794.946eRF
48、eRFVV取4.1,44.0;0, 12211YXYX故NFYRXPNRP9.145691.6454.197.125544.0,86.23672222211取1PP根据轴承的工作条件， 查参考文献 1P218219 表 11.9， 11.10 得温度系数0. 1Tf， 载荷系数0. 1Pf， 寿命系数3。由 P218 公式 11.1c 得轴承 2 的寿命hPfCfnLPTh53636103.386.23670.1268000.1947.7260106010已知工作年限为5 年 2 班,故轴承预期寿命hLh24000530028hhLL，故轴承寿命满足要求七、选择联轴器由于电动机的输出轴径（d=
49、38mm） 的限制， 故由参考文献 2P127 表 13-1 选择联轴器为HL1 型弹性柱销联轴器联，孔径取 25mm。由于输出轴上的转矩大，所选联轴器的额定转矩大，故选HL3 型，孔径取35mm。八、润滑方式由于所设计的减速器齿轮圆周速度较小，低于2m/s，故齿轮的润滑方式选用油润滑，轴承的润滑方式选用脂润滑。考虑到减速器的工作载荷不是太大，故润滑油选用中负荷工业齿轮油（GB5903 1986） ，牌号选68 号。润滑油在油池中的深度保持在68 80mm 之间。轴承的润滑脂选用合成锂基润滑脂（SY1413 1980） 。牌号为ZL 2H。由名师资料总结 - - -精品资料欢迎下载 - - -
50、 - - - - - - - - - - - - - - - 名师精心整理 - - - - - - - 第 21 页，共 22 页 - - - - - - - - - 于轴承选用了脂润滑，故要防止齿轮的润滑油进入轴承将润滑脂稀释，也要防止润滑脂流如油池中将润滑油污染。所以要轴承与集体内壁之间设置挡油环。九、减速器附件：1.窥视孔及窥视孔盖：由于受集体内壁间距的限制，窥视孔的大小选择为长90mm，宽 60mm。盖板尺寸选择为长120mm，宽 90mm。盖板周围分布6 个 M6 16 的全螺纹螺栓。由于要防止污物进入机体和润滑油飞溅出来，因此盖板下应加防渗漏的垫片。考虑到溅油量不大，故选用石棉橡胶